JP2007085174A - Displacement compressor and supercharger using the same - Google Patents

Displacement compressor and supercharger using the same Download PDF

Info

Publication number
JP2007085174A
JP2007085174A JP2004002687A JP2004002687A JP2007085174A JP 2007085174 A JP2007085174 A JP 2007085174A JP 2004002687 A JP2004002687 A JP 2004002687A JP 2004002687 A JP2004002687 A JP 2004002687A JP 2007085174 A JP2007085174 A JP 2007085174A
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
discharge
displacement compressor
suction
positive displacement
slide valve
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Withdrawn
Application number
JP2004002687A
Other languages
Japanese (ja)
Inventor
Koichi Hatamura
耕一 畑村
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Individual
Original Assignee
Individual
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Individual filed Critical Individual
Priority to JP2004002687A priority Critical patent/JP2007085174A/en
Priority to PCT/JP2005/000055 priority patent/WO2005066503A1/en
Publication of JP2007085174A publication Critical patent/JP2007085174A/en
Withdrawn legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/08—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C18/12—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type
    • F04C18/14—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type with toothed rotary pistons
    • F04C18/16—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type with toothed rotary pistons with helical teeth, e.g. chevron-shaped, screw type
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C28/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids
    • F04C28/10—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids characterised by changing the positions of the inlet or outlet openings with respect to the working chamber
    • F04C28/12—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, pumps or pumping installations specially adapted for elastic fluids characterised by changing the positions of the inlet or outlet openings with respect to the working chamber using sliding valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B33/00—Engines characterised by provision of pumps for charging or scavenging
    • F02B33/32—Engines with pumps other than of reciprocating-piston type
    • F02B33/34—Engines with pumps other than of reciprocating-piston type with rotary pumps
    • F02B33/36—Engines with pumps other than of reciprocating-piston type with rotary pumps of positive-displacement type
    • F02B33/38—Engines with pumps other than of reciprocating-piston type with rotary pumps of positive-displacement type of Roots type

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Applications Or Details Of Rotary Compressors (AREA)
  • Supercharger (AREA)

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a displacement compressor in which the amount of discharge gas is arbitrarily controlled and an internal pressure ratio according to the amount of a suction gas is provided and a supercharger with a high efficiency and a low noise even in an area where a supercharged portion is loaded. <P>SOLUTION: This displacement compressor K is so formed that a suction end position is variable to return a part of a suction air during a suction stroke to a suction side so as to control the amount of the suction gas. Also, the compressor is so formed that a discharge stroke displacement is invariable. The displacement compressor K is, for example, of a screw type having a pair of female and male rotors 5. A part of the portion of the peripheral wall demarcating a rotor chamber 4 not overlapped with a discharge port 2 is formed of a slidable slide valve 6 with a variable suction end position. <P>COPYRIGHT: (C)2007,JPO&INPIT

Description

本発明は、容積型圧縮機およびそれを用いた過給機に関する。さらに詳しくは、部分負荷においても効率の低下および騒音の増大を生じない容積型圧縮機およびそれを用いた過給機に関する。   The present invention relates to a positive displacement compressor and a supercharger using the same. More specifically, the present invention relates to a positive displacement compressor that does not cause a decrease in efficiency and an increase in noise even at a partial load, and a supercharger using the same.

容積型圧縮機としてのスクリュー圧縮機（ねじ圧縮機、リショルムコンプレッサ）は、吸込、圧縮、吐出の３行程を有する内部圧縮を行う機械式圧縮機であり、工場等で用いられるエア供給用のコンプレッサや自動車エンジンのスーパーチャージャなどに用いられている。   Screw compressors (screw compressors, Rishorum compressors) as positive displacement compressors are mechanical compressors that perform internal compression with three strokes of suction, compression, and discharge, and are air supply compressors used in factories and the like. It is used in automobile engine superchargers.

このスクリュー圧縮機は、一般に、（１）使用圧力に合わせて内部圧力比を設定できる、（２）内部圧縮があるため効率が高い、（３）内部圧縮があるため吐出騒音が低い、（４）高速回転できるため漏れ損失が少なく、効率が高い、（５）高速回転できるため小型化、軽量化が容易である、といった特徴がある。   This screw compressor generally has (1) an internal pressure ratio that can be set in accordance with the working pressure, (2) high efficiency due to internal compression, (3) low discharge noise due to internal compression, (4 ) Since it can rotate at high speed, it has low leakage loss and high efficiency, and (5) It can be rotated at high speed, making it easy to reduce size and weight.

図１０および図１１に、スクリュー圧縮機の作動原理を示す。図１０に示すように、スクリュー圧縮機１００は、平行な２軸上に配される雌雄一対のねじ状ロータ１０１を有し、歯溝とロータ外周と端面を覆うケーシングにより囲まれた空間（図に斜線を付して示す）１０２の体積（ロータ歯溝体積、図１１参照）がロータ１０１の回転とともに変化して、ガスの吸込、圧縮および吐出の各行程を行うものとされる。   10 and 11 show the operating principle of the screw compressor. As shown in FIG. 10, the screw compressor 100 has a pair of male and female screw-shaped rotors 101 arranged on two parallel axes, and is surrounded by a casing (see FIG. The volume of the rotor 102 (shown by hatching) is changed with the rotation of the rotor 101 to perform gas suction, compression, and discharge strokes.

このようなスクリュー圧縮機を例えば自動車エンジン用過給機に適用した場合、高効率かつ低騒音な過給機を実現することが可能である。ところが、その特徴は、特定の圧力比で使用した場合に顕著に発揮されるものであり、その圧力比以外の運転条件では、逆に効率低下および騒音増大を招くという欠点もある。すなわち、過給機として使用する場合は、エンジン吸入空気量の要求が大きく変化するために、吐出ガスの一部を吸込側に戻すバイパス通路を設け、このバイパス通路の流路面積を調節するなどして過給圧を調節することが一般に行われているが、この場合、吸入流量によって過給圧力が変化するため、実圧力比と内部圧力比を常に一致させることはできない。   When such a screw compressor is applied to, for example, a supercharger for an automobile engine, a highly efficient and low noise supercharger can be realized. However, the feature is remarkably exhibited when used at a specific pressure ratio, and there is also a drawback that, under operating conditions other than the pressure ratio, the efficiency is lowered and the noise is increased. That is, when used as a supercharger, since the demand for the engine intake air amount greatly changes, a bypass passage for returning a part of the discharge gas to the suction side is provided, and the flow passage area of the bypass passage is adjusted. In general, the supercharging pressure is adjusted. However, in this case, since the supercharging pressure changes depending on the suction flow rate, the actual pressure ratio and the internal pressure ratio cannot always be matched.

下記特許文献１および特許文献２に、このようなバイパスシステムにより過給圧を調節するスクリュー式過給機の例が示されている。これらの過給機は、吐出圧力をバイパスシステムにより調節することによって、吸込側と吐出側の圧力比が大きく変化する場合に、圧縮機の内部圧力比を実圧力比（吸込側および吐出側の圧力の比）に一致させ、内部圧縮ロスを低減すると同時に吐出騒音を低減しようとするものである。このとき、ロータ一回転あたりの吐出空気量は変化せず、内部圧力比のみが調節される。   The following patent document 1 and patent document 2 show an example of a screw type supercharger that adjusts the supercharging pressure by such a bypass system. These turbochargers adjust the internal pressure ratio of the compressor (the suction side and the discharge side) when the pressure ratio between the suction side and the discharge side changes greatly by adjusting the discharge pressure with a bypass system. The pressure ratio is matched to reduce the internal compression loss and at the same time to reduce the discharge noise. At this time, the amount of discharge air per one rotation of the rotor does not change, and only the internal pressure ratio is adjusted.

ところが、前記バイパスシステムによる過給圧調節は、いずれも、一旦圧縮した吐出ガスを吸込側に戻すものであるために大きなロスが発生し、その点において高効率かつ低騒音といったスクリュー圧縮機の特徴を十分に生かすことができない。さらに、内部圧力比の調整がロータとケースの隙間を変えた絞りによって行われるため、エネルギーロスが発生して効率を悪化させる。特に、過給器の部分負荷領域、つまり過給部分負荷領域における運転が頻発する一般車両において、燃費向上を目的として小排気量エンジンを高過給で使用する場合には、前記ロスが大きな問題となる。   However, since the supercharging pressure adjustment by the bypass system is to return the compressed gas once compressed to the suction side, a large loss occurs. In this respect, the screw compressor is characterized by high efficiency and low noise. Cannot be fully utilized. Furthermore, since adjustment of the internal pressure ratio is performed by a throttle that changes the gap between the rotor and the case, energy loss occurs and efficiency is deteriorated. In particular, when a small displacement engine is used at a high supercharge for the purpose of improving fuel efficiency in a general vehicle that frequently operates in the partial load region of the supercharger, that is, in the supercharged partial load region, the loss is a significant problem. It becomes.

また、図１２および図１３に示すように、工場等のエア供給用コンプレッサ２００においては、吐出圧力を一定に保ちながら時間あたりの使用空気量の変化に対処する必要があることから、吐出口につながるロータケース壁の一部を、吸気戻し口２０１を開閉するロータ軸方向にスライド可能なスライド弁２０２から形成し、使用空気量が減少したときにはスライド弁２０２を吐出側にスライドさせて吸気戻し口２０１を開き（図１３（ｂ）、（ｃ）参照）、これにより吸入空気量を減少させると同時に、吐出口の開口端を吐出側にずらして吐出開始時期を遅らせることが行われる。   Also, as shown in FIGS. 12 and 13, in the air supply compressor 200 at a factory or the like, it is necessary to cope with a change in the amount of air used per hour while keeping the discharge pressure constant. A part of the connected rotor case wall is formed from a slide valve 202 that can slide in the axial direction of the rotor that opens and closes the intake return port 201, and when the amount of air used decreases, the slide valve 202 is slid to the discharge side and the intake return port 201 is opened (see FIGS. 13B and 13C), thereby reducing the amount of intake air and simultaneously shifting the opening end of the discharge port to the discharge side to delay the discharge start timing.

ところが、この構成では、吸入空気量を減少させる一方で、吐出行程容積を減少させているため、内部圧力比が変化せず（厳密にはわずかに増加する）、吐出圧を有効に調整することができない。したがって、スクリュー圧縮機を自動車エンジン用過給機に適用する場合における前記欠点を解消することはできない。
特開平４−１７５４９５号公報 特開平６−２８０５８４号公報 However, in this configuration, since the intake air volume is reduced while the discharge stroke volume is reduced, the internal pressure ratio does not change (strictly increases slightly), and the discharge pressure is effectively adjusted. I can't. Therefore, the said fault in the case of applying a screw compressor to the supercharger for motor vehicle engines cannot be eliminated.
JP-A-4-175495 Japanese Patent Laid-Open No. 6-280484

本発明はかかる従来技術の課題に鑑みなされたものであって、吐出ガス量を任意に調節するとともに、吸入ガス量に応じた内部圧力比を得ることができる容積型圧縮機を提供すること、および過給部分負荷領域においても高効率かつ低騒音の過給機を提供することを目的としている。   The present invention has been made in view of the problems of the prior art, and provides a positive displacement compressor capable of arbitrarily adjusting a discharge gas amount and obtaining an internal pressure ratio corresponding to the intake gas amount. The present invention also aims to provide a high efficiency and low noise supercharger even in the supercharged partial load region.

本発明の容積型圧縮機は、吸気終了位置を可変として吸込行程における吸気の一部を吸込側に戻し、それにより供給ガス量を調節するようにし、かつ、吐出行程容積を不変としてなることを特徴とする。   The positive displacement compressor of the present invention makes it possible to change the intake end position and return a part of the intake air in the intake stroke to the intake side, thereby adjusting the amount of supplied gas, and making the discharge stroke volume unchanged. Features.

本発明の容積型圧縮機においては、容積型圧縮機が雌雄一対のロータを有するスクリュー圧縮機とされ、ロータ室を画成する周壁の吐出口と重ならない部分の一部が、吸気終了位置を可変とするスライド自在なスライド弁により構成されてなるのが好ましい。   In the positive displacement compressor of the present invention, the positive displacement compressor is a screw compressor having a pair of male and female rotors, and a portion of the peripheral wall defining the rotor chamber that does not overlap with the discharge port has an intake end position. It is preferable that the slide valve is configured to be variable.

また、本発明の容積型圧縮機においては、スライド弁が低圧部に配設されてもよく、またスライド弁が高圧部に配設されてもよい。スライド弁が低圧部に配設された場合、スライド弁を収納するスライド弁室には吸気または大気が導入されてなるのが好ましく、またスライド弁が高圧部に配設された場合、スライド弁に位置決め用の突部が形成されてなるのが好ましい。   In the positive displacement compressor of the present invention, the slide valve may be disposed in the low pressure portion, and the slide valve may be disposed in the high pressure portion. When the slide valve is disposed in the low-pressure part, it is preferable that intake air or air is introduced into the slide valve chamber that houses the slide valve, and when the slide valve is disposed in the high-pressure part, It is preferable that a positioning protrusion is formed.

さらに、本発明の容積型圧縮機においては、着目空間が吐出口で開となる以前に当該着目空間を吐出ポートと連通させる吐出逃げ部が仕切部材に形成されてなるのが好ましい。   Furthermore, in the positive displacement compressor of the present invention, it is preferable that the partition member is formed with a discharge relief portion that communicates the target space with the discharge port before the target space is opened at the discharge port.

さらに、本発明の容積型圧縮機においては、仕切部材のスライド弁貫通部にシール部材が配設されてなるのが好ましい。   Furthermore, in the positive displacement compressor of the present invention, it is preferable that a seal member is disposed in the slide valve penetrating portion of the partition member.

しかして、本発明の容積型圧縮機は内燃機関の過給機として用いられる。その場合、過給機から吐出される空気量が、内燃機関の所望空気量に一致するよう吸気終了位置が制御されてなるのが好ましい。   Thus, the positive displacement compressor of the present invention is used as a supercharger for an internal combustion engine. In that case, it is preferable that the intake end position is controlled so that the amount of air discharged from the supercharger matches the desired amount of air of the internal combustion engine.

また、前記過給機は内燃機関に備えられ、さらにその内燃機関は車両に備えられる。   The supercharger is provided in an internal combustion engine, and the internal combustion engine is provided in a vehicle.

本発明の容積型圧縮機によれば、吸入ガス量に応じた内部圧力比を得ることができるという優れた効果が得られる。そのため、本発明の容積型圧縮機を内燃機関の過給機として用いても、過給部分負荷において効率の低下および騒音の増大を生じないという優れた効果が得られる。   According to the positive displacement compressor of the present invention, an excellent effect that an internal pressure ratio corresponding to the amount of intake gas can be obtained is obtained. Therefore, even when the positive displacement compressor according to the present invention is used as a supercharger for an internal combustion engine, an excellent effect is obtained in that a reduction in efficiency and an increase in noise do not occur at a supercharged partial load.

以下、添付図面を参照しながら本発明を実施形態に基づいて説明するが、本発明はかかる実施形態のみに限定されるものではない。   Hereinafter, although the present invention is explained based on an embodiment, referring to an accompanying drawing, the present invention is not limited only to this embodiment.

実施形態１
図１〜図５に、本発明の実施形態１に係る容積型圧縮機（以下、単に圧縮機という）Ｋを示す。 Embodiment 1
1 to 5 show a positive displacement compressor (hereinafter simply referred to as a compressor) K according to Embodiment 1 of the present invention.

圧縮機Ｋは、一方に吸込口１を、他方に吐出口２を設けたケーシング３内のロータ室４に互いに噛合う雌雄一対のスクリューロータ（以下単にロータという）５（５Ｍ，５Ｆ）を回転可能に収容してなるスクリュー圧縮機（ねじ圧縮機、リショルム(Lysholm)圧縮機）とされ、図示例においては、雌ロータ５Ｆの軸吐出側端が継手により電磁クラッチＥを介して図示しない駆動装置、例えば自動車エンジンの回転数と一定比で回転させる駆動装置と接続されている。すなわち、実施形態１の圧縮機Ｋは、自動車エンジンの過給機、いわゆるスーパーチャージャに適用されたものである。なお、圧縮機Ｋの基本的な構成は、従来のスクリュー圧縮機と同様とされている。   The compressor K rotates a pair of male and female screw rotors (hereinafter simply referred to as rotors) 5 (5M, 5F) that mesh with each other in a rotor chamber 4 in a casing 3 having a suction port 1 on one side and a discharge port 2 on the other side. A screw compressor (screw compressor, Lysholm compressor) that can be accommodated is shown, and in the illustrated example, the shaft discharge side end of the female rotor 5F is coupled to the drive device (not shown) via the electromagnetic clutch E by a joint. For example, it is connected to a drive device that rotates at a constant ratio with the rotational speed of the automobile engine. That is, the compressor K of Embodiment 1 is applied to a supercharger of an automobile engine, a so-called supercharger. The basic configuration of the compressor K is the same as that of a conventional screw compressor.

この圧縮機Ｋにおいては、歯溝とロータ５外周とケーシング３内壁に囲まれた所定数（図示例では５個、図２参照）の空間Ｌの体積がロータ５の回転とともに変化して、それぞれの空間Ｌにおいて、ガスの吸込、圧縮、および吐出の各行程が雌ロータ（図２の上側のロータ５Ｆ）の１回転につき１サイクルずつ実施される。   In this compressor K, the volume of the space L of a predetermined number (five in the illustrated example, see FIG. 2) surrounded by the tooth gap, the outer periphery of the rotor 5 and the inner wall of the casing 3 changes as the rotor 5 rotates, In the space L, the gas suction, compression, and discharge strokes are performed one cycle for each rotation of the female rotor (the upper rotor 5F in FIG. 2).

吸込口１は、図には明瞭に示されていないが、ケーシング３のロータ５における軸方向一端面に貫設された透孔とされ、一つの空間(以下、着目空間という)Ｌに着目すれば、吸込行程開始時点から吸込行程終了時点（後述のガス最大吸込位置Ｐ１による吸込行程終了時点）までの間開とされて、当該着目空間Ｌと吸込ポート（不図示である）とを連通させる。また、吸込行程終了時点、つまり圧縮行程開始時点には、吸込口１を介する前記着目空間Ｌと吸込ポートとの連通はロータ５自体により閉塞される。   Although not clearly shown in the drawing, the suction port 1 is a through-hole penetrating one end surface in the axial direction of the rotor 5 of the casing 3, and focuses on one space (hereinafter referred to as a focused space) L. For example, it is opened from a suction stroke start time to a suction stroke end time (a suction stroke end time at a gas maximum suction position P1 described later) to communicate the target space L with a suction port (not shown). . Further, at the end of the suction stroke, that is, at the start of the compression stroke, the communication between the space of interest L via the suction port 1 and the suction port is blocked by the rotor 5 itself.

吐出口２は、ケーシング３の側面に貫設された概略２等辺３角形形状（厳密には、２等辺でも、３角形でもない）の透孔とされ、着目空間Ｌの圧縮行程終了時点でロータ５自体により開とされ、つまり着目空間Ｌの吐出行程開始時点から吐出行程終了時点までの間ロータ５自体により開とされ、前記着目空間Ｌと図示しない吐出ポートとを連通させる位置に設けられる。ここで、吐出口２の２等辺３角形の各斜辺は、対向するロータ５の歯の稜線５ａと一致する傾きを有するように形成されている。   The discharge port 2 is a through-hole having an approximately isosceles triangle shape (strictly neither isosceles nor triangle shape) penetrating the side surface of the casing 3, and the rotor at the end of the compression stroke of the space L of interest. 5 is opened by the rotor 5 itself, that is, it is opened by the rotor 5 itself from the discharge stroke start time to the discharge stroke end time of the target space L, and is provided at a position where the target space L and a discharge port (not shown) communicate with each other. Here, each hypotenuse of the isosceles triangle of the discharge port 2 is formed so as to have an inclination that coincides with the tooth ridge line 5 a of the opposing rotor 5.

また、圧縮機Ｋにおいては、ロータ室４を画成するケーシング３の側壁の一部分が、ロータ５の軸方向に進退自在に設けられ、圧縮開始時期、つまりロータ５の回転における吸込終わり位置θＦ（図６参照）を調節するためのスライド自在なスライド弁６から形成されている。   Further, in the compressor K, a part of the side wall of the casing 3 that defines the rotor chamber 4 is provided so as to be movable forward and backward in the axial direction of the rotor 5, and the compression start timing, that is, the suction end position θF ( It is formed from a slidable slide valve 6 for adjusting (see FIG. 6).

スライド弁６は、図１、図２、図４および図５に示すように、ケーシング３の吐出口２のほぼ反対側（つまり低圧側）にロータ室４周壁を形成するよう設けられた、一方の面（ロータ室４側の面）に湾曲が与えられた帯板状部材とされ、例えばケーシング３の吐出側の外部に設けられた回転式モータからなるアクチュエータ２１（図５参照）により、ロッド２２を介してロータ５の軸方向に駆動されるものとされる。より具体的には、スライド弁６は、吐出側端面に開口する雌ねじ孔６ａがその長手方向に穿設されており、外周に雄ねじが形成されたロッド２２が前記雌ねじ孔６ａに螺合された状態で、ケーシング３に設けられた弁収容部３ａに収容される。   As shown in FIGS. 1, 2, 4 and 5, the slide valve 6 is provided so as to form a circumferential wall of the rotor chamber 4 on the substantially opposite side (that is, the low pressure side) of the discharge port 2 of the casing 3. The surface (the surface on the side of the rotor chamber 4) is a band-plate-like member, and the rod is formed by an actuator 21 (see FIG. 5) made of a rotary motor provided outside the discharge side of the casing 3, for example. It is assumed that it is driven in the axial direction of the rotor 5 via 22. More specifically, the slide valve 6 has a female screw hole 6a that opens in the discharge side end face in the longitudinal direction, and a rod 22 having a male screw formed on the outer periphery is screwed into the female screw hole 6a. In the state, it is accommodated in a valve accommodating portion 3 a provided in the casing 3.

また、ロータ室４の吐出側端面は仕切部材２３により形成されており、スライド弁６は、その仕切部材２３よりも吐出側に突き出されるようにして配設されている。また、スライド弁６の吐出側端部には、後述するガス最大吸込位置Ｐ１において、仕切部材２３と当接してストッパーとして機能する突出部６ｂが設けられるものとされる。   Further, the discharge side end face of the rotor chamber 4 is formed by a partition member 23, and the slide valve 6 is disposed so as to protrude from the partition member 23 to the discharge side. Further, the discharge side end of the slide valve 6 is provided with a protrusion 6b that abuts on the partition member 23 and functions as a stopper at a gas maximum suction position P1 described later.

ここで、仕切部材２３は加工の容易性の観点からケーシング３とは別体の板状部材とされ、仕切部材２３のスライド弁６と摺接する摺接部分２３ａに例えば樹脂からなるシール部材２４が配設されるとともに、雌ロータ５Ｆの軸吐出側端部が貫通する個所および雄ロータ５Ｍの軸吐出側端部が貫通する個所にはリップシール３１が配設され、スライド弁６貫通部および軸貫通部の気密が確保されている。   Here, the partition member 23 is a plate-like member separate from the casing 3 from the viewpoint of ease of processing, and a seal member 24 made of, for example, a resin is provided on a sliding contact portion 23a that is in sliding contact with the slide valve 6 of the partition member 23. In addition, a lip seal 31 is provided at a location where the shaft discharge side end portion of the female rotor 5F penetrates and a location where the shaft discharge side end portion of the male rotor 5M passes, and the slide valve 6 penetration portion and shaft Airtightness of the penetration part is ensured.

なお、弁収容部３ａの仕切部材２３より吐出側に存在する部分３ｂはスライド弁６の底面に形成された連通溝６ｃにより吸気戻し側と連通されて、スライド弁６の円滑なスライドが担保される。この場合、前記部分３ｂは大気と連通させられてもよい。   A portion 3b of the valve accommodating portion 3a that is present on the discharge side from the partition member 23 is communicated with the intake return side by a communication groove 6c formed on the bottom surface of the slide valve 6, and smooth sliding of the slide valve 6 is ensured. The In this case, the portion 3b may be communicated with the atmosphere.

また、仕切部材２３には、所定時期において着目空間Ｌと吐出ポートとを連通させる吐出逃げ部２５が形成されている。   Further, the partition member 23 is formed with a discharge escape portion 25 that allows the space L of interest and the discharge port to communicate with each other at a predetermined time.

吐出逃げ部２５は、ロータ５端面と対向する位置に仕切部材２３のロータ室４を画成する側の表面を雲形に所定厚さ刳り抜くようにして設けられた凹部であり、そのロータ回転方向（図４に矢印Ａ，Ｂで示している）における両端部２５ａの位置は、該吐出逃げ部２５を介して着目空間Ｌと吐出ポートとの連通が開始される連通開始時期が、吐出口２を介して着目空間Ｌと吐出ポートとの連通が開始される時点よりも前になるように設定される。つまり、吐出口２を介して吐出が開始される以前に、吐出逃げ部２５を介して吐出が開始されるように端部２５ａの位置が設定される。   The discharge relief portion 25 is a recess provided so as to cut out the surface of the partition member 23 on the side defining the rotor chamber 4 in a cloud shape at a position facing the end surface of the rotor 5 in a cloud shape, and the rotation direction of the rotor The positions of both end portions 25a (shown by arrows A and B in FIG. 4) are determined based on the communication start timing at which communication between the space of interest L and the discharge port is started via the discharge escape portion 25. Is set to be before the time when communication between the target space L and the discharge port is started. That is, the position of the end portion 25 a is set so that the discharge is started via the discharge escape portion 25 before the discharge is started via the discharge port 2.

図示例（図４参照）は、吐出口２を介して吐出が開始される前に吐出逃げ部２５を介して吐出が開始されるよう端部２５ａの位置が設定された場合であり、図４において網掛けを付した部分は、吐出口２を介して吐出が開始される時点における吐出逃げ部２５の開口部を示す。この構成によって、吐出開始時に段階的に吐出が開始されるため、圧縮機吐出圧と吐出ポート圧力との差に起因する騒音を低減することができる。   The illustrated example (see FIG. 4) is a case where the position of the end portion 25a is set so that the discharge is started via the discharge escape portion 25 before the discharge is started via the discharge port 2. FIG. A hatched portion in FIG. 2 indicates an opening of the discharge escape portion 25 at the time when discharge is started through the discharge port 2. With this configuration, since discharge is started step by step at the start of discharge, noise resulting from the difference between the compressor discharge pressure and the discharge port pressure can be reduced.

しかるに、後述するような吐出開始時期の設定を行うことによって、圧縮機吐出圧と吐出ポート圧力との差を解消することが可能であるため、そのような場合には吐出口２が開となる前に吐出逃げ部２５を開とする意義は減少する。したがって、この点を考慮すれば、吐出逃げ部２５を廃止することも可能であるが、吐出逃げ部２５を存置するとともに、吐出逃げ部２５を介して着目空間Ｌと吐出ポートとの連通が開始される連通開始時期が、吐出口２を介して着目空間Ｌと吐出ポートとの連通が開始される時点と同時となるように端部２５ａの位置を設定することも可能である。   However, since the difference between the compressor discharge pressure and the discharge port pressure can be eliminated by setting the discharge start time as described later, the discharge port 2 is opened in such a case. The significance of opening the discharge relief 25 before is reduced. Therefore, if this point is taken into consideration, it is possible to eliminate the discharge escape portion 25, but the discharge escape portion 25 is provided and communication between the space of interest L and the discharge port is started via the discharge escape portion 25. It is also possible to set the position of the end portion 25a so that the communication start time to be performed coincides with the time when the communication between the target space L and the discharge port is started via the discharge port 2.

すなわち、吐出口２および吐出逃げ部２５を介して吐出が同時に開始されるよう端部２５ａの位置を設定することによって、吐出開始時点における開口面積を吐出口２単独の場合よりも広くすることができて、迅速な排気がなし得る。   That is, by setting the position of the end portion 25a so that the discharge is simultaneously started through the discharge port 2 and the discharge escape portion 25, the opening area at the time of starting the discharge can be made wider than that in the case of the discharge port 2 alone. And quick exhaust can be achieved.

しかして、スライド弁６は、図１および図３に示すように、着目空間Ｌと吸込ポートとをケーシング３の側面において連通させるガス戻し口７の移動開口端７ａの位置をガス最大吸込位置Ｐ１よりも吐出側にずらすようにスライドするものとされる。ここで、移動開口端７ａは、対向配置されるロータ５（図示例では雄ロータ５Ｍ）の歯の稜線５ａと一致する傾きを有するように形成される。また、スライド弁６は、前記したように、そのスライド方向の延長上に吐出口２がない位置に設けられているので、スライド弁６の動作が吐出口２の機械的性質（形状等）に影響を及ぼすことが回避され、吐出行程開始時期とは無関係に圧縮開始時期を調節することが可能となる。   Thus, as shown in FIGS. 1 and 3, the slide valve 6 is configured such that the position of the moving opening end 7a of the gas return port 7 that communicates the space of interest L and the suction port on the side surface of the casing 3 is the maximum gas suction position P1. It slides so as to shift to the discharge side. Here, the moving opening end 7a is formed so as to have an inclination that coincides with the tooth ridge line 5a of the rotor 5 (male rotor 5M in the illustrated example) arranged opposite to each other. Further, as described above, since the slide valve 6 is provided at a position where the discharge port 2 is not provided on the extension in the sliding direction, the operation of the slide valve 6 depends on the mechanical properties (shape, etc.) of the discharge port 2. The influence is avoided, and the compression start time can be adjusted regardless of the discharge stroke start time.

すなわち、図６に示すように、圧縮機Ｋにおいては、ロータ５の回転角度が吸込開始位置θ１に達した時点から着目空間Ｌの体積（ロータ歯溝体積）が増大を開始し、着目空間Ｌの体積が最大容積ＶＡに達する位置（容積最大位置という）θ２まで吸込口１を介して吸込圧力ＲＡによるガス吸込が行われる（吸込行程）。   That is, as shown in FIG. 6, in the compressor K, the volume of the target space L (rotor tooth groove volume) starts increasing from the time when the rotation angle of the rotor 5 reaches the suction start position θ1, and the target space L The gas is sucked by the suction pressure RA through the suction port 1 up to the position θ2 at which the volume reaches the maximum volume VA (referred to as the maximum volume position) (suction stroke).

ロータ５の回転角度が容積最大位置θ２に達すると、吸込口１が閉となり吸込口１を介する着目空間Ｌと吸込ポートとの連通は遮断され、ロータ５の回転とともに着目空間Ｌの体積が減少し、ガス圧縮が開始される（圧縮行程）。   When the rotation angle of the rotor 5 reaches the maximum volume position θ2, the suction port 1 is closed, the communication between the target space L and the suction port through the suction port 1 is blocked, and the volume of the target space L decreases as the rotor 5 rotates. Then, gas compression is started (compression stroke).

ロータ５が吐出開始位置θ３まで回転し、着目空間Ｌの体積が吐出行程容積（吐出量（過給圧））ＶＣまで減少した時点で着目空間Ｌを構成しているロータ５自体が吐出口２に開いて着目空間Ｌが吐出口２を介して吐出ポートと連通され、容積最小位置θ４までガス吐出が行われる（吐出行程）。この場合、内部圧縮比は、最大容積ＶＡを吐出行程容積ＶＣにより除した値（＝ＶＡ／ＶＣ）となり、吸込圧力ＲＡから所定圧力ＲＢ（ＲＢ＞ＲＡ）まで加圧されたガス、つまり内部圧力比がＲＢ／ＲＡのガスが吐出ポートに吐出される。   When the rotor 5 rotates to the discharge start position θ3 and the volume of the target space L decreases to the discharge stroke volume (discharge amount (supercharging pressure)) VC, the rotor 5 itself constituting the target space L is the discharge port 2. The target space L is communicated with the discharge port through the discharge port 2 and the gas is discharged up to the minimum volume position θ4 (discharge stroke). In this case, the internal compression ratio is a value obtained by dividing the maximum volume VA by the discharge stroke volume VC (= VA / VC), and the gas pressurized from the suction pressure RA to the predetermined pressure RB (RB> RA), that is, the internal pressure A gas having a ratio of RB / RA is discharged to the discharge port.

ここで、移動開口端７ａのガス最大吸込位置Ｐ１は、ロータ５の回転角度が容積最大位置θ２に達した時点に、ガス戻し口７を介した着目空間Ｌと吸込ポートとの連通が遮断される位置に設定される。つまり、移動開口端７ａがガス最大吸込位置Ｐ１にある場合は、ロータ５の回転角度が容積最大位置θ２に達する時点までは、ガス戻し口７を介して着目空間Ｌと吸込ポートとは連通され、容積最大位置θ２に達した時点に、着目空間Ｌを画成するロータ５（図示例では雄ロータ５Ｍ）の歯（２本の歯の内、吸込側の歯）の稜線５ａが移動開口端７ａと合致し、ガス戻し口７を介した着目空間Ｌと吸込ポートとの連通が遮断され、ガス圧縮が開始される。なお、移動開口端７ａがガス最大吸込位置Ｐ１よりも吸込側に移動されたとしても（実際には、突出物６ｂにより阻止される）、容積最大位置θ２に達するまでは吸込口１を介してガス吸込が行われるため、吸入ガス量は変化しない。   Here, in the gas maximum suction position P1 of the moving opening end 7a, when the rotation angle of the rotor 5 reaches the maximum volume position θ2, the communication between the target space L and the suction port through the gas return port 7 is blocked. The position is set. That is, when the moving opening end 7a is at the maximum gas suction position P1, the target space L and the suction port are communicated with each other through the gas return port 7 until the rotation angle of the rotor 5 reaches the maximum volume position θ2. When the maximum volume position θ2 is reached, the ridge line 5a of the teeth of the rotor 5 (the male rotor 5M in the illustrated example) that defines the space of interest L is the moving opening end. 7a, the communication between the space of interest L and the suction port via the gas return port 7 is blocked, and gas compression is started. Even if the moving opening end 7a is moved to the suction side from the gas maximum suction position P1 (actually, it is blocked by the protrusion 6b), the movement opening end 7a passes through the suction port 1 until the volume maximum position θ2 is reached. Since gas suction is performed, the amount of intake gas does not change.

そして、例えば図６における所定のロータ回転角度θ１１（ただし、θ２＜θ１１＜θ３）にて着目空間Ｌを画成するロータ５の歯の稜線５ａが移動開口端７ａと合致するように、移動開口端７ａがガス最大吸込位置Ｐ１よりも吐出側に移動されると、ロータ５の回転角度が前記角度θ１１に達するまでの間、着目空間Ｌと吸込ポートとはガス戻し口７を介して連通される。このため、ロータ５の回転角度が容積最大位置θ２に達した時点にガス圧縮は開始されず、着目空間Ｌの容積が前記角度θ１１に対応する所定容積ＶＢ（ただし、ＶＢ＜ＶＡ）まで減少した時点にガス戻し口７が閉塞され、ガス圧縮が開始される。すなわち、吸気量（＝ＶＢ（大気圧））がガス最大吸込位置Ｐ１による場合よりも小さくなる。   Then, for example, the moving aperture is set such that the tooth ridge 5a of the rotor 5 that defines the space L of interest at the predetermined rotor rotation angle θ11 (where θ2 <θ11 <θ3) in FIG. 6 matches the moving aperture end 7a. When the end 7a is moved to the discharge side from the gas maximum suction position P1, the space of interest L and the suction port are communicated via the gas return port 7 until the rotation angle of the rotor 5 reaches the angle θ11. The For this reason, gas compression is not started when the rotation angle of the rotor 5 reaches the maximum volume position θ2, and the volume of the space of interest L is reduced to a predetermined volume VB (however, VB <VA) corresponding to the angle θ11. At that time, the gas return port 7 is closed and gas compression is started. That is, the intake air amount (= VB (atmospheric pressure)) is smaller than that in the case of the maximum gas suction position P1.

したがって、この場合の内部圧縮比は、所定容積ＶＢを吐出行程容積ＶＣにより除した値（＝ＶＢ／ＶＣ）となり、ガス最大吸込位置Ｐ１による内部圧縮比よりも小さくなる。また、この時の吐出圧ＲＣもガス最大吸込位置Ｐ１による吐出圧ＲＢよりも小さくなる。   Therefore, the internal compression ratio in this case is a value obtained by dividing the predetermined volume VB by the discharge stroke volume VC (= VB / VC), which is smaller than the internal compression ratio by the gas maximum suction position P1. Further, the discharge pressure RC at this time is also smaller than the discharge pressure RB due to the gas maximum suction position P1.

つまり、図７に示すように、移動開口端７ａがガス最大吸込位置Ｐ１にあるとき（同図（ａ）参照）には、着目空間Ｌについてガス戻し口７を介して吸込ガスが吸込ポート側に戻されることはなく、吐出圧はＲＢ’（ゲージ圧）まで上昇する。これに対して、移動開口端７ａが最大吸込位置Ｐ１から吐出側に移動すると（同図（ｂ）参照）、ロータ５の稜線５ａがその位置に到達するまでの間はガス戻し口７を介して吸込ガスが吸込ポート側に戻されるので、圧縮されるガス量が減少する。この結果、吐出圧はＲＣ’（ゲージ圧。ただし、０＜ＲＣ’＜ＲＢ’）までしか上昇しない。   That is, as shown in FIG. 7, when the moving opening end 7a is at the maximum gas suction position P1 (see FIG. 7 (a)), the suction gas passes through the gas return port 7 with respect to the space of interest L. The discharge pressure rises to RB ′ (gauge pressure). On the other hand, when the moving opening end 7a moves from the maximum suction position P1 to the discharge side (see FIG. 5B), until the ridge line 5a of the rotor 5 reaches that position, the gas return port 7 is used. Since the suction gas is returned to the suction port side, the amount of compressed gas is reduced. As a result, the discharge pressure rises only to RC ′ (gauge pressure, where 0 <RC ′ <RB ′).

そして、移動開口端７ａが、ロータ回転角度の吸込終わり位置θＦと吐出開始位置θ３とが一致する最小吸込位置Ｐ２近傍まで移動すると（同図（ｃ）参照）、圧縮開始と同時に吐出口２が開くので、内部圧縮比は約１となり、圧力はほとんど零（ゲージ圧）のままとなる。このとき、吸込ガスの戻し量が最大となるとともに、吐出圧も最小となる。   Then, when the moving opening end 7a moves to the vicinity of the minimum suction position P2 where the suction end position θF of the rotor rotation angle and the discharge start position θ3 coincide (see FIG. 10C), the discharge port 2 opens simultaneously with the start of compression. Since it opens, the internal compression ratio is about 1, and the pressure remains almost zero (gauge pressure). At this time, the return amount of the suction gas is maximized and the discharge pressure is also minimized.

すなわち、移動開口端７ａを最大吸込位置Ｐ１と最小吸込位置Ｐ２との間で移動させることによって、ガス吸入量が調節される。このとき、吐出開始時期は変化しないので、吐出行程容積に変化はなく、内部圧縮比が調整され、その結果内部圧力比も調整される。例えば、移動開口端７ａを最大吸込位置Ｐ１から最小吸込位置Ｐ２方向に移動させると、ガス吸入量が減少するとともに、内部圧力比も減少する。   That is, the gas suction amount is adjusted by moving the moving opening end 7a between the maximum suction position P1 and the minimum suction position P2. At this time, since the discharge start time does not change, there is no change in the discharge stroke volume, the internal compression ratio is adjusted, and as a result, the internal pressure ratio is also adjusted. For example, when the moving opening end 7a is moved from the maximum suction position P1 to the minimum suction position P2, the gas suction amount decreases and the internal pressure ratio also decreases.

また、移動開口端７ａを、最小吸込位置Ｐ２よりもさらに吐出側に移動すれば、吐出口２と吸込口１は着目空間Ｌを介して常に連通した状態になる。従って、吸気管が負圧になるような運転条件において、過給機の駆動抵抗を減少させることも容易に可能である。   Further, if the moving opening end 7a is moved further to the discharge side than the minimum suction position P2, the discharge port 2 and the suction port 1 are always in communication with each other through the space of interest L. Therefore, it is possible to easily reduce the driving resistance of the supercharger under the operating condition in which the intake pipe has a negative pressure.

このように、実施形態１の圧縮機Ｋにおいては、ロータ５の回転角度における圧縮開始位置（吸込終わり位置θＦ）を吐出開始時期とは無関係に、スライド弁６により調節し得るようにしたので、吐出ガス量を任意に調節するとともに、ガス吸入量に見合った内部圧力比とすることが可能となる。したがって、圧縮機Ｋを内燃機関の過給機に適用する場合には、内燃機関への供給ガス量を任意に調節することが可能となる。   As described above, in the compressor K of the first embodiment, the compression start position (suction end position θF) at the rotation angle of the rotor 5 can be adjusted by the slide valve 6 regardless of the discharge start timing. The discharge gas amount can be arbitrarily adjusted, and the internal pressure ratio commensurate with the gas suction amount can be obtained. Therefore, when the compressor K is applied to a supercharger for an internal combustion engine, the amount of gas supplied to the internal combustion engine can be arbitrarily adjusted.

次に、図８を参照しながら、４サイクル内燃機関いわゆる４サイクルエンジンのスーパーチャージャに適用される圧縮機（過給機）Ｋにおいて、過給部分負荷領域においても高効率かつ低騒音を実現するための具体的な設定につき説明する。なお、図８は理解の便宜のためにロータを展開した状態で示す。   Next, referring to FIG. 8, in a compressor (supercharger) K applied to a supercharger of a 4-cycle internal combustion engine, so-called 4-cycle engine, high efficiency and low noise are realized even in a supercharged partial load region. Specific settings for this will be described. FIG. 8 shows the rotor in an unfolded state for convenience of understanding.

すなわち、圧縮機（過給機）Ｋにおいては、その時間当たりの吐出容積を自動車エンジンの時間当たりの吸気容積と一致させるよう設定することによって、スライド弁６の位置を変化させても、常に内部圧力比と実圧力比（符合ＵＲで表す）とを一致させることが可能となる。すなわち、下記式１に示す条件を満足させるような設定を行うことによって、内部圧力比と実圧力比ＵＲとを常に一致させることができる。   That is, in the compressor (supercharger) K, even if the position of the slide valve 6 is changed by setting the discharge volume per hour to match the intake volume per hour of the automobile engine, it is always internal. It becomes possible to make a pressure ratio and an actual pressure ratio (represented by the sign UR) coincide. That is, the internal pressure ratio and the actual pressure ratio UR can always be made to coincide with each other by performing a setting that satisfies the condition shown in the following formula 1.

ＶＣ×Ｎ１×ＮＣ＝ＶＩ×Ｍ１×（ＮＥ／２） （１）
ここに、ＶＣ：理論上の吐出行程容積（以下、幾何学的吐出行程容積という）、Ｎ１：雌ロータ５Ｆの歯数、ＮＣ：圧縮機回転数（雌ロータの回転数）、ＶＩ：エンジンの１気筒当たりの吸気行程容積、Ｍ１：気筒数、ＮＥ：エンジン回転数、である。 VC × N1 × NC = VI × M1 × (NE / 2) (1)
Here, VC: theoretical discharge stroke volume (hereinafter referred to as geometric discharge stroke volume), N1: number of teeth of female rotor 5F, NC: compressor rotation speed (rotation speed of female rotor), VI: engine Intake stroke volume per cylinder, M1: number of cylinders, NE: engine speed.

以下、前記条件式１につき敷衍する。圧縮機Ｋの吸気容積をＶＢ（スライド弁６により可変）とすれば、時間当たり吸気量（＝吐出量）ＧＫは、下記式２で表される。   Hereinafter, the conditional expression 1 is laid down. If the intake volume of the compressor K is VB (variable by the slide valve 6), the intake amount per hour (= discharge amount) GK is expressed by the following equation 2.

ＧＫ＝ＶＢ×Ｎ１×ＮＣ×｛Ｒ１／（Ｒ×Ｔ１）｝ （２）
ここに、Ｒ１：吸込ポート圧力、Ｒ：気体定数、Ｔ１：吸込ポート温度、である。 GK = VB * N1 * NC * {R1 / (R * T1)} (2)
Here, R1: suction port pressure, R: gas constant, T1: suction port temperature.

また、エンジンの時間当たり吸気量ＧＥは、下記式３で表される。   Further, the intake air amount GE per hour of the engine is expressed by the following formula 3.

ＧＥ＝ＶＩ×Ｍ１×（ＮＥ／２）×｛Ｒ３／（Ｒ×Ｔ３）｝ （３）
ここに、Ｒ３：エンジン吸気圧力、Ｔ３：エンジン吸気温度、である。 GE = VI × M1 × (NE / 2) × {R3 / (R × T3)} (3)
Here, R3: engine intake pressure, and T3: engine intake temperature.

ここで、ＧＫ＝ＧＥ、であるので、下記式４が導かれる。   Here, since GK = GE, the following Expression 4 is derived.

ＶＢ×Ｎ１×ＮＣ×｛Ｒ１／（Ｒ×Ｔ１）｝
＝ＶＩ×Ｍ１×（ＮＥ／２）×｛Ｒ３／（Ｒ×Ｔ３）｝ （４）
これに、前記式１の関係を用いると、下記式５が導かれる。 VB × N1 × NC × {R1 / (R × T1)}
= VI * M1 * (NE / 2) * {R3 / (R * T3)} (4)
If the relationship of the said Formula 1 is used for this, the following Formula 5 will be guide | induced.

ＶＢ／ＶＣ＝（Ｒ３×Ｔ１）／（Ｒ１×Ｔ３） （５）
ここで、エンジン吸気温度Ｔ３と吐出ポート温度Ｔ２とは等しく、かつエンジン吸気圧力Ｒ３と吐出ポート圧力Ｒ２とは等しいものとすると、下記近似式６が導かれる。 VB / VC = (R3 × T1) / (R1 × T3) (5)
Here, assuming that the engine intake temperature T3 and the discharge port temperature T2 are equal and the engine intake pressure R3 and the discharge port pressure R2 are equal, the following approximate expression 6 is derived.

ＶＢ／ＶＣ＝（Ｒ２×Ｔ１）／（Ｒ１×Ｔ２） （６）
一方、（Ｔ２／Ｔ１）κ＝（Ｒ２／Ｒ１）κ−１、が成り立つので（ただし、κ：比熱比、である）、前記近似式６は下記近似式７のように変形できる。 VB / VC = (R2 × T1) / (R1 × T2) (6)
On the other hand, since (T2 / T1) κ = (R2 / R1) κ−1 holds (where κ is a specific heat ratio), the approximate expression 6 can be modified as the following approximate expression 7.

ＶＢ／ＶＣ＝（Ｒ２／Ｒ１）1/κ （７）
したがって、実圧力比ＵＲ（＝Ｒ２／Ｒ１）は、下記式８のように表すことができる。 VB / VC = (R2 / R1) 1 / κ (7)
Therefore, the actual pressure ratio UR (= R2 / R1) can be expressed as the following Expression 8.

ＵＲ＝（ＶＢ／ＶＣ）κ （８）
また、理論上の内部圧力比Ｕ１につき下記式９が成り立つ。 UR = (VB / VC) κ (8)
Further, the following formula 9 is established for the theoretical internal pressure ratio U1.

Ｕ１＝（ＶＢ／ＶＣ）κ （９）
したがって、ＵＲ＝Ｕ１となり、前記条件式１を満足するよう各部の設定を行うことによって、スライド弁６の位置を変化させたときにも常に実圧力比と内部圧力比とを一致させることが可能であることが分かる。より具体的には、前記式１において、エンジン回転数ＮＥと圧縮機回転数ＮＣとは一定比とされ、雌ロータ５Ｆの歯数Ｎ１、エンジンの１気筒当たりの吸気行程容積ＶＩおよび気筒数Ｍ１が一定であることから、幾何学的吐出行程容積ＶＣ、つまり吐出口２の開口端位置を適切なものに設定すれば、常に実圧力比と内部圧力比とを一致させることが可能である。 U1 = (VB / VC) κ (9)
Therefore, UR = U1, and by setting each part so as to satisfy the conditional expression 1, even when the position of the slide valve 6 is changed, the actual pressure ratio and the internal pressure ratio can always be matched. It turns out that it is. More specifically, in Equation 1, the engine speed NE and the compressor speed NC are set to a constant ratio, the number of teeth of the female rotor 5F is N1, the intake stroke volume VI and the number of cylinders M1 per cylinder of the engine. Therefore, if the geometric discharge stroke volume VC, that is, the opening end position of the discharge port 2 is set to an appropriate value, it is possible to always match the actual pressure ratio with the internal pressure ratio.

しかるに、毎分３万回転程度の回転数で運転されるのが通常である自動車エンジン用の過給機においては、一般に、実際の内部圧力比である有効内部圧力比Ｕ２（下記式１０参照）が、理論上の内部圧力比Ｕ１よりも２０〜３０％大きくなることが知られている。これは、理論上の吐出行程開始時点、つまり吐出口２の開口時点以後においても、実際には開口面積が不十分であるため圧縮作用が短期間継続されることに起因する。したがって、高回転で運転されるのが通常である自動車エンジン用の過給機においては、実圧力比ＵＲを理論上の内部圧力比Ｕ１ではなく有効内部圧力比Ｕ２と一致させるように、前記設定を行う必要がある。   However, in a supercharger for an automobile engine that is normally operated at a rotational speed of about 30,000 revolutions per minute, generally, an effective internal pressure ratio U2 that is an actual internal pressure ratio (see Equation 10 below). Is known to be 20-30% larger than the theoretical internal pressure ratio U1. This is because, even after the theoretical discharge stroke start time, that is, after the opening time of the discharge port 2, the compression action is continued for a short period because the opening area is actually insufficient. Therefore, in a turbocharger for an automobile engine that is usually operated at a high speed, the setting is made so that the actual pressure ratio UR matches the effective internal pressure ratio U2 instead of the theoretical internal pressure ratio U1. Need to do.

ここで、有効内部圧力比Ｕ２は下記式１０により定義される。   Here, the effective internal pressure ratio U2 is defined by the following equation 10.

Ｕ２＝（ＶＢ／ＶＣＥ）κ （１０）
ここに、ＶＣＥ：有効吐出行程容積、である。なお、有効吐出行程容積ＶＣＥ（ＶＣＥ＜ＶＣ）は、当該圧縮機回転数における実際の吐出行程容積である。 U2 = (VB / VCE) κ (10)
Here, VCE: effective discharge stroke volume. The effective discharge stroke volume VCE (VCE <VC) is an actual discharge stroke volume at the compressor speed.

すなわち、前記式１を用いた設定においては、幾何学的吐出行程容積ＶＣが有効吐出行程容積ＶＣＥと相違することを考慮して設定を行う必要がある。この場合、有効吐出行程容積ＶＣＥが、圧縮機Ｋの回転数に応じて変化する（回転数が上がればＶＣＥ値は小さくなり、回転数が下がればＶＣＥ値は幾何学的吐出行程容積ＶＣに近づく）ことから、自動車の使用目的（一般乗用車、競走用車両等）に依り回転数領域を設定し、設定された回転数領域における幾何学的吐出行程容積ＶＣの有効吐出行程容積ＶＣＥとの差異を考慮して、幾何学的吐出行程容積ＶＣの設定を行う必要がある。   That is, in the setting using the formula 1, it is necessary to set in consideration that the geometric discharge stroke volume VC is different from the effective discharge stroke volume VCE. In this case, the effective discharge stroke volume VCE changes according to the rotation speed of the compressor K (the VCE value decreases as the rotation speed increases, and the VCE value approaches the geometric discharge stroke volume VC as the rotation speed decreases. Therefore, the rotational speed region is set according to the purpose of use of the automobile (general passenger car, racing vehicle, etc.), and the difference between the geometric discharge stroke volume VC and the effective discharge stroke volume VCE in the set rotational speed region is In consideration of this, it is necessary to set the geometric discharge stroke volume VC.

また、前記近似式６の説明では、エンジン吸気温度Ｔ３と吐出ポート温度Ｔ２とは等しく、かつエンジン吸気圧力Ｒ３と吐出ポート圧力Ｒ２とは等しいものとしたが、実際には、エンジンと過給機との間にインタークーラが配設されるのが通常であるため、その冷却効果および圧力損失やエンジンの体積効率等の誤差要因を考慮した補正を行うことも必要である。   In the description of the approximate expression 6, it is assumed that the engine intake air temperature T3 and the discharge port temperature T2 are equal, and the engine intake air pressure R3 and the discharge port pressure R2 are equal. In general, an intercooler is disposed between them, and it is also necessary to perform correction in consideration of the cooling effect and error factors such as pressure loss and volumetric efficiency of the engine.

より具体的には、図８に実線Ｍで示すように、圧縮機Ｋの内部圧力が吸込圧力Ｒ１から吐出圧力Ｒ２までなめらかに変化するように、幾何学的吐出行程容積ＶＣを設定する必要がある。なお、図８において、グラフの横軸は、空間Ｌを画成する一方のロータの２つの歯の内、吸込側の歯の位置を示す。   More specifically, as indicated by a solid line M in FIG. 8, it is necessary to set the geometric discharge stroke volume VC so that the internal pressure of the compressor K changes smoothly from the suction pressure R1 to the discharge pressure R2. is there. In FIG. 8, the horizontal axis of the graph indicates the position of the tooth on the suction side among the two teeth of one rotor defining the space L.

ここで、吐出口２の位置が、理想的な幾何学的吐出行程容積ＶＣに対応する位置ＰＩよりも前側(吸込側)に設定され、有効吐出行程容積ＶＣＥが大きくなりすぎた場合は、図８の破線Ｉに示すように、内部昇圧が不十分となり、着目空間Ｌの吐出口２での開口と同時に吐出ポートから圧縮機Ｋにガスが逆流して、内部圧が急激に高くなり、騒音が発生する。また、破線Ｉと実線Ｍとで囲まれた領域Ｓ１に対応する損失が発生し、効率が低下する。   Here, when the position of the discharge port 2 is set to the front side (suction side) with respect to the position PI corresponding to the ideal geometric discharge stroke volume VC, and the effective discharge stroke volume VCE becomes too large, FIG. As shown by the broken line I in FIG. 8, the internal pressure is insufficient, the gas flows backward from the discharge port to the compressor K simultaneously with the opening at the discharge port 2 in the space of interest L, the internal pressure rapidly increases, and the noise Occurs. Further, a loss corresponding to the region S1 surrounded by the broken line I and the solid line M occurs, and the efficiency is lowered.

その逆に、吐出口２の位置が、前記位置ＰＩよりも後側（吐出側）に設定され、有効吐出行程容積ＶＣＥが小さくなりすぎた場合は、図８の破線ＩＩに示すように、圧縮機内部圧が吐出ポート圧よりも高くなりすぎて、着目空間Ｌの吐出口２での開口と同時に急激にガスが噴出し、騒音が発生する。また、破線ＩＩと実線Ｍとで囲まれた領域Ｓ２に対応する損失が発生し、効率が低下する。   Conversely, when the position of the discharge port 2 is set to the rear side (discharge side) of the position PI and the effective discharge stroke volume VCE becomes too small, as shown by the broken line II in FIG. The internal pressure of the machine becomes excessively higher than the discharge port pressure, and gas is suddenly ejected simultaneously with the opening at the discharge port 2 of the space of interest L, and noise is generated. Further, a loss corresponding to the region S2 surrounded by the broken line II and the solid line M occurs, and the efficiency is lowered.

実施形態２
本発明の実施形態２に係る圧縮機を図９に示す。この実施形態２は実施形態１を改変してなるものであって、図９に示すように、スライド弁６の位置を約９０度ずらして吐出口２側に近づけてなるものとされる。つまり、スライド弁６を高圧側に設けてなるものとされる。以下、実施形態２の実施形態１と異なる点について説明する。 Embodiment 2
FIG. 9 shows a compressor according to Embodiment 2 of the present invention. The second embodiment is a modification of the first embodiment. As shown in FIG. 9, the position of the slide valve 6 is shifted by about 90 degrees and is brought closer to the discharge port 2 side. That is, the slide valve 6 is provided on the high pressure side. Hereinafter, differences of the second embodiment from the first embodiment will be described.

スライド弁６は、図９に示すように、ロータ室４側の面（以下、表面という）がロータ室４周壁を形成するように湾曲させられるとともに、その反対側の面（以下、底面という）の両側部に位置決め用の突出部６ｄが長手方向に沿って形成された帯板状部材とされる。このため、弁収容部３ａの前記突出部６ｄに対応する箇所に突出部６ｄを収納する収納部３ｃが形成されている。これにより、スライド弁６に高圧が作用してもスライド弁６は所定の位置とされて、ロータ室４の気密が確保される。このため、スライド弁６の仕切部材２３の貫通部におけるシールが簡素化される。   As shown in FIG. 9, the slide valve 6 is curved so that a surface on the rotor chamber 4 side (hereinafter referred to as a surface) forms a circumferential wall of the rotor chamber 4, and a surface on the opposite side (hereinafter referred to as a bottom surface). It is set as the strip | belt-plate-shaped member by which the protrusion part 6d for positioning was formed along the longitudinal direction in the both sides. For this reason, the accommodating part 3c which accommodates the protrusion part 6d in the location corresponding to the said protrusion part 6d of the valve accommodating part 3a is formed. Thereby, even if a high pressure acts on the slide valve 6, the slide valve 6 is brought into a predetermined position, and the airtightness of the rotor chamber 4 is ensured. For this reason, the seal | sticker in the penetration part of the partition member 23 of the slide valve 6 is simplified.

この場合、図９に示すように、表面から底面に貫通する透孔６ｅをスライド弁６の長手方向に沿って複数個設けることにより、スライド弁６の円滑な動作が担保される。   In this case, as shown in FIG. 9, the smooth operation of the slide valve 6 is ensured by providing a plurality of through holes 6e penetrating from the front surface to the bottom surface along the longitudinal direction of the slide valve 6.

なお、実施形態２のその余の構成および作用・効果は実施形態１と同様とされているので、その詳細な説明は省略する。   The remaining configuration, operation, and effects of the second embodiment are the same as those of the first embodiment, and thus detailed description thereof is omitted.

このように、本発明は、容積型圧縮機およびそれを用いた過給機に適用できる。また、その過給機は内燃機関に適用できる。   Thus, the present invention can be applied to a positive displacement compressor and a supercharger using the same. The supercharger can be applied to an internal combustion engine.

本発明の実施形態１に係る容積型圧縮機の構造を示す長手方向断面図である。It is a longitudinal section showing the structure of the positive displacement compressor concerning Embodiment 1 of the present invention. 同圧縮機の構造を示す横断面図である。It is a cross-sectional view which shows the structure of the compressor. 同圧縮機の構造を示す模式図である。It is a schematic diagram which shows the structure of the compressor. 同圧縮機の他の要部詳細を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the other principal part detail of the compressor. 図４のＶＩ−ＶＩ線断面図である。It is the VI-VI sectional view taken on the line of FIG. 同圧縮機の動作を示すグラフ図である。It is a graph which shows operation | movement of the compressor. 同圧縮機の動作原理を模式的に示す図である。It is a figure which shows typically the operation principle of the compressor. 本発明の容積型圧縮機を適用してなる過給機の動作を示すグラフ図である。It is a graph which shows operation | movement of the supercharger formed by applying the positive displacement compressor of this invention. 本発明の実施形態２に係る容積型圧縮機の図２相当図である。It is a FIG. 2 equivalent view of the positive displacement compressor which concerns on Embodiment 2 of this invention. 従来の容積型圧縮機の一例を示す模式図である。It is a schematic diagram which shows an example of the conventional positive displacement compressor. 同圧縮機の動作を示すグラフ図である。It is a graph which shows operation | movement of the compressor. 従来の容積型圧縮機の他の一例を示す断面図である。It is sectional drawing which shows another example of the conventional positive displacement compressor. 同圧縮機の作動原理を示す説明図である。It is explanatory drawing which shows the operating principle of the compressor.

符号の説明Explanation of symbols

Ｋ，Ｋ１ 圧縮機、過給機
１ 吸込口
２ 吐出口
３ ケーシング
４ ロータ室
５ ロータ
５Ｆ 雌ロータ
５Ｍ 雄ロータ
６ スライド弁
７ ガス戻し口
７ａ 開口端
２１ アクチュエータ
２３ 仕切部材
２５ 吐出逃げ部
K, K1 Compressor, supercharger 1 Suction port 2 Discharge port 3 Casing 4 Rotor chamber 5 Rotor 5F Female rotor 5M Male rotor 6 Slide valve 7 Gas return port 7a Open end 21 Actuator 23 Partition member 25 Discharge relief part

Claims (12)

吸気終了位置を可変として吸込行程における吸気の一部を吸込側に戻し、それにより供給ガス量を調節するようにし、かつ、吐出行程容積を不変としてなることを特徴とする容積型圧縮機。   A positive displacement compressor characterized in that the intake end position is made variable, a part of the intake air in the intake stroke is returned to the intake side, whereby the amount of supplied gas is adjusted, and the discharge stroke volume is unchanged. 容積型圧縮機が雌雄一対のロータを有するスクリュー圧縮機とされ、
ロータ室を画成する周壁の吐出口と重ならない部分の一部が、吸気終了位置を可変とするスライド自在なスライド弁により構成されてなることを特徴とする請求項１記載の容積型圧縮機。 The positive displacement compressor is a screw compressor having a pair of male and female rotors,
2. The positive displacement compressor according to claim 1, wherein a part of a portion of the peripheral wall that defines the rotor chamber that does not overlap with the discharge port is formed by a slidable slide valve whose intake end position is variable. . スライド弁が低圧部に配設されてなることを特徴とする請求項２記載の容積型圧縮機。   3. The positive displacement compressor according to claim 2, wherein the slide valve is disposed in the low pressure portion. スライド弁が高圧部に配設されてなることを特徴とする請求項２記載の容積型圧縮機。   3. The positive displacement compressor according to claim 2, wherein the slide valve is disposed in the high pressure section. 着目空間が吐出口で開となる以前に当該着目空間を吐出ポートと連通させる吐出逃げ部が仕切部材に形成されてなることを特徴とする請求項２記載の容積型圧縮機。   3. The positive displacement compressor according to claim 2, wherein a discharge relief portion that connects the target space with the discharge port is formed in the partition member before the target space is opened at the discharge port. 仕切部材のスライド弁貫通部にシール部材が配設されてなることを特徴とする請求項３記載の容積型圧縮機。   4. The positive displacement compressor according to claim 3, wherein a seal member is disposed in a slide valve penetrating portion of the partition member. スライド弁を収納するスライド弁室には吸気または大気が導入されてなることを特徴とする請求項３記載の容積型圧縮機。   4. The positive displacement compressor according to claim 3, wherein intake air or air is introduced into a slide valve chamber that houses the slide valve. スライド弁に位置決め用の突部が形成されてなることを特徴とする請求項４記載の容積型圧縮機。   5. The positive displacement compressor according to claim 4, wherein a positioning projection is formed on the slide valve. 内燃機関の過給機であって、該過給機が請求項１ないし請求項８のいずれか一項に記載の容積型圧縮機とされてなることを特徴とする過給機。   A supercharger for an internal combustion engine, wherein the supercharger is the positive displacement compressor according to any one of claims 1 to 8. 過給機から吐出される空気量が、内燃機関の所望空気量に一致するよう吸気終了位置が制御されてなることを特徴とする請求項９記載の過給機。   The supercharger according to claim 9, wherein the intake end position is controlled so that the amount of air discharged from the supercharger coincides with a desired amount of air of the internal combustion engine. 請求項９または１０記載の過給機を備えてなることを特徴とする内燃機関。   An internal combustion engine comprising the supercharger according to claim 9 or 10. 請求項１１記載の内燃機関を備えてなることを特徴とする車両。
A vehicle comprising the internal combustion engine according to claim 11.
JP2004002687A 2004-01-08 2004-01-08 Displacement compressor and supercharger using the same Withdrawn JP2007085174A (en)

Priority Applications (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2004002687A JP2007085174A (en) 2004-01-08 2004-01-08 Displacement compressor and supercharger using the same
PCT/JP2005/000055 WO2005066503A1 (en) 2004-01-08 2005-01-06 Positive displacement compressor and supercharger using the same

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2004002687A JP2007085174A (en) 2004-01-08 2004-01-08 Displacement compressor and supercharger using the same

Publications (1)

Publication Number Publication Date
JP2007085174A true JP2007085174A (en) 2007-04-05

Family

ID=34747053

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP2004002687A Withdrawn JP2007085174A (en) 2004-01-08 2004-01-08 Displacement compressor and supercharger using the same

Country Status (2)

Country Link
JP (1) JP2007085174A (en)
WO (1) WO2005066503A1 (en)

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN109026162A (en) * 2018-07-16 2018-12-18 朱三立 A kind of screw expansion (compression) machine with variable volume ratio
WO2019069434A1 (en) * 2017-10-05 2019-04-11 マツダ株式会社 Engine provided with mechanical supercharger

Families Citing this family (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US8539769B2 (en) * 2009-10-14 2013-09-24 Craig N. Hansen Internal combustion engine and supercharger
US8813492B2 (en) * 2009-10-14 2014-08-26 Hansen Engine Corporation Internal combustion engine and supercharger
US9797299B2 (en) * 2015-11-02 2017-10-24 Hansen Engine Corporation Supercharged internal combustion engine
CN111878403B (en) * 2020-08-24 2024-04-23 珠海格力电器股份有限公司 Compressor air supplementing mechanism, compressor and compressor air supplementing method

Family Cites Families (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS4417405Y1 (en) * 1967-10-04 1969-07-28
JPS61155688U (en) * 1985-03-18 1986-09-26
JPS62180688U (en) * 1986-05-09 1987-11-16
DE3803044A1 (en) * 1988-02-02 1989-08-10 Gutehoffnungshuette Man SLIDER-CONTROLLED SCREW-ROTOR MACHINE AND CHARGED COMBUSTION ENGINE
JP2717296B2 (en) * 1989-01-20 1998-02-18 スズキ株式会社 Control device for two-stroke engine

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2019069434A1 (en) * 2017-10-05 2019-04-11 マツダ株式会社 Engine provided with mechanical supercharger
CN109026162A (en) * 2018-07-16 2018-12-18 朱三立 A kind of screw expansion (compression) machine with variable volume ratio

Also Published As

Publication number Publication date
WO2005066503A1 (en) 2005-07-21

Similar Documents

Publication Publication Date Title
US10138804B2 (en) Rotary internal combustion engine
US9926842B2 (en) Rotary internal combustion engine with exhaust purge
US5362219A (en) Internal combustion engine with compound air compression
US20060257278A1 (en) Blade-thru-slot combustion engine, compressor, pump and motor
JP2014159760A (en) Hydraulic control device of engine
WO2005066503A1 (en) Positive displacement compressor and supercharger using the same
WO1994018456A1 (en) Control system for screw type supercharging apparatus
JPH0654092B2 (en) Supercharged internal combustion engine
JP6804345B2 (en) Supercharging system and internal combustion engine
US20070277524A1 (en) Engine And An Apparatus For Providing Forced Aspiration To An Engine
JP5440277B2 (en) Blow-by gas processing device for turbocharged engine
GB2438859A (en) Toroidal fluid machine
JP3247225B2 (en) Engine supercharger
WO2023039215A2 (en) Supercharged internal combustion engine
JP4412030B2 (en) Intake device for turbocharged engine
JPH0436026A (en) Intake system of engine
KR101764731B1 (en) Actuator for turbochager
JP2514815Y2 (en) Engine lubricator
JPS63124829A (en) Internal combustion engine with positive displacement supercharger
JPH04203322A (en) Air intake device of rotary piston engine
von Rueden et al. Supercharging of SI engines using a new kind of screw-type supercharger
KAUDER et al. FLE 22V 8
JPH052814B2 (en)
JP2002201950A (en) Supercharger
JPS6032933A (en) Diesel engine with supercharger

Legal Events

Date Code Title Description
A300 Withdrawal of application because of no request for examination

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A300

Effective date: 20070403